一種簡化型超臨界CO2動力循環換熱系統的優化設計

鄭舒星， 陳亞平， 吳嘉峰， 朱子龍， 方 芳

(東南大學 低碳型建筑環境設備與系統節能教育部工程研究中心， 南京 210096)

CO2捕集與封存(CCS)技術在發電廠的應用被認為是解決全球氣候變化問題的重要手段[1-4]。由于空氣中N2的稀釋，傳統燃煤發電廠排放的煙氣中CO2濃度較低，使得CO2分離過程復雜且困難，CO2捕集將會導致發電廠的凈發電效率大幅下降[5]。超臨界CO2動力循環作為一種在工質循環過程中實現CO2捕集的新型發電循環近年來受到了廣泛的關注[6-7]。CAYER E等[8]指出，在相同條件下，超臨界CO2動力循環的熱效率比蒸汽朗肯循環更高。ZHANG N等[9-10]提出了一種新型液態天然氣(LNG)超臨界CO2布雷頓-朗肯聯合動力循環。PURJAM M等[11]設計了一種新型超臨界CO2動力循環，并完成了循環的第一定律分析。CHEN Y P等[12-13]提出并研究了一種新型的以LNG為燃料、液氧(LO2)為氧化劑、水蒸氣為循環工質的燃氣蒸汽混合工質動力循環(GSMC)。在GSMC系統中，LNG和LO2的冷能用于捕集CO2，集成了谷電制氧儲能和CO2捕集技術。

ALLAM R J等[14-15]提出了一種新型的超臨界CO2動力循環(簡稱Allam循環)。Allam循環采用富氧燃燒技術，在布雷頓循環的基礎上，利用CO2作為循環工質，可實現CO2的捕集和無NOx排放。與傳統蒸汽朗肯循環、布雷頓循環相比，Allam循環可以顯著降低能量損失，提高熱效率。ZHU Z L等[16]在Allam循環的基礎上提出并研究了一種適合于1 000 ℃以下較低透平進口溫度的改進型Allam循環(簡稱Allam-Z循環)，通過提高其透平背壓，避免使用壓縮機，所有工作介質由泵升壓，并利用LO2和LNG的冷量使CO2液化，系統更為簡化。結果表明：在透平進口溫度為700 ℃的同等條件下，Allam-Z循環的循環熱效率可以比Allam循環高出2.65%。

Allam-Z循環主要包括換熱器、透平、燃燒室、泵等部件，而換熱器按照其功能不同又可以分為回熱器、冷卻器、冷凝器。換熱器換熱效率的升高或壓降的降低，都能有效減少系統中泵的功耗，提高循環效率。Allam-Z循環的換熱器系統與常規熱力循環的系統相比具有多流程、跨臨界、含不凝性氣體、大溫升、大溫降等特點，需要針對其特點進行分析、優化。

1 循環系統簡介

與Allam循環把透平背壓設置得較低，乏氣回熱后需要采用多個帶中間冷卻的壓縮機升壓后再對環境冷源排熱的方案不同，Allam-Z循環[16]是針對透平進口和出口溫度均相對較低場合的簡化方案，其系統圖見圖1。

HX1、HX2、HX3、HX4、HX5—換熱器；NG—天然氣；LCO2—液態CO2。圖1 Allam-Z循環系統圖

LNG與LO2經過HX4和HX5預熱與回熱后，進入燃燒室發生燃燒反應，其燃燒產物與循環工質CO2形成CO2/H2O混合工質在透平中膨脹做功發電，透平背壓是由對環境冷源排熱的終點參數和回熱過程的流動阻力決定的。透平乏氣分為兩股，一小股流體通過HX5前的燃料和O2，大部分流體經HX1回熱經CO2泵加壓后的循環工質CO2，CO2泵出口流體因吸收了泵功而溫度升高，使得HX1乏氣出口溫度偏高，因此設置了HX2用冷卻水對乏氣作進一步冷卻。兩股乏氣流體在6點匯合后一起流入氣液分離器，使混合工質中的H2O完全分離出來，在氣液分離器的出口設置干燥器進一步去除殘余水分。氣體CO2在HX3中冷卻液化。與燃燒產物相對應的一部分CO2作為被捕集的CO2排出系統，剩余部分CO2作為循環工質用泵升壓后繼續參與循環做功。

但是Allam-Z循環系統的換熱器在實際應用過程中存在以下幾點問題：

(1) 部分換熱器(如HX1)的熱負荷較大且進出口溫度變化巨大，如果制作成單個換熱器會導致換熱器耐高溫材料的浪費，且采用U形管換熱器時熱泄漏嚴重。

(2)NG和O2同時與熱流體進行換熱時，多股流換熱器的設計制造難度較大。

(3) 由于乏氣在接近環境溫度下釋放水蒸氣的凝結潛熱，所需要的冷卻負荷急劇增大，2股低溫流體冷量不足。

針對以上問題，對Allam-Z循環的換熱系統做出具體修改設計(見圖2)。2股乏氣流提前在3點和4點混合為5點，然后一起進入HX2冷卻；HX1采用3臺換熱器串聯的形式；HX5由2組2臺串聯的換熱器并聯而成；而HX4的低溫流體的冷量則由間接冷卻冷卻水提供改為直接冷卻從HX3流出的CO2流體提供，并將多股流換熱器分為并聯的換熱器。

圖2 Allam-Z循環系統換熱器具體細化的流程圖

2 循環模型及評價標準

分別對循環系統的發電輸出效率ηe和等效凈效率ηnet,eq進行性能評價，計算公式為：

ηe=(WTηg-∑WP)/Q0

(1)

ηnet,eq=(WTηg-∑WP-γWASU)/Q0

(2)

式中：WT為透平消耗功率，MW；ηg為發電機效率，%；Wp為泵的消耗功率，MW；Q0為輸入熱量，MW；γ為谷峰電價比；WASU為空分單元的消耗功率，MW。

已知參數包括：透平等熵效率ηT為0.85、泵等熵效率ηP為0.8、ηg為0.985。其他假設參照Allam-Z循環[18]，反應組分與燃燒產物成正比：

CH4+2O2=CO2+2H2O

(3)

3 換熱系統特性分析

改進后的Allam-Z循環中的換熱器類型均為高壓單殼程單管程固定管板式換熱器(BEM)，實際應用時需要設置膨脹節等手段來補償熱膨脹。這是因為單殼程的結構有利于采用螺旋折流板換熱器(見圖3)等殼程強化傳熱技術。雖然實際應用時可以采用更適合于正三角形布管的三分或六分螺旋折流板換熱器[17]，但目前商用換熱器設計軟件HTRI只有四分螺旋折流板換熱器的設計，所以筆者采用四分螺旋折流板換熱器方案進行計算。

圖3 螺旋折流板換熱器的結構簡圖

HTRI軟件使用完全增量法，將傳熱器分為幾個模塊，采用局部物性參數對此模塊的傳熱系數及壓降進行計算。理論傳熱系數K的計算公式為：

(4)

式中：δ為換熱管的壁厚，mm；λ為換熱管材料導熱系數，W/(m·K)；ri為管內側污垢熱阻，m2·K/W；ro為管外側污垢熱阻，m2·K/W；ki為管側傳熱系數，W/(m2·K)；ko為殼側傳熱系數，W/(m2·K)；di為換熱管的內徑，mm；do為換熱管的外徑，mm；dm為換熱管的平均直徑，mm。

對于管側、殼側傳熱系數以及其他參數，軟件會根據局部流動狀態選取合適的經驗公式進行計算，可于HTRI設計手冊中查閱[18]。

由于換熱器內工作壓力較大，為保證強度要求，參照GB 150—2011 《壓力容器》，δ可根據公式(5)計算：

(5)

式中：pc為計算壓力，MPa；[σ]t為設計溫度下換熱管材料的許用應力，MPa；φ為焊接接頭系數，取φ=1。管排方式采用正三角形排列，[σ]t按照GB 150.2—2011 《壓力容器 第2部分：材料》選取。

Allam-Z循環回熱器兩側流體不僅壓力高而且溫升、溫降都比較大，為了避免高溫端和低溫端之間的熱泄漏過于嚴重，不宜采用U形管換熱器。HX1采用3臺單管程單殼程逆流型換熱器串聯。

以HX1-1換熱器為例，對循環中的螺旋折流板換熱器的換熱特性進行研究。在冷凝溫度為30 ℃、透平進口壓力為30 MPa、透平進口溫度為700 ℃的條件下，HX1-1的殼程介質為CO2/H2O，進出口溫度分別為535 ℃和293.27 ℃，進口壓力為7.21 MPa，質量流量為500.23 kg/s；管程介質為CO2，進出口溫度分別為228.57 ℃和440.32 ℃，進口壓力為31 MPa，質量流量為501.18 kg/s。

3.1 殼體內徑的影響

根據循環各狀態點數據，參照GB 151—2014《熱交換器》，在保證熱負荷的前提下，利用HTRI軟件對do=12 mm、管間距S=16 mm時4種殼體內徑Di的HX1-1螺旋折流板換熱器進行設計核算(Di=1 300 mm，管子數量n=5 676；Di=1 400 mm，n=6 618；Di=1 500 mm，n=7 584；Di=1 600 mm，n=8 676)，并通過迭代確定管子的長度L和換熱面積A。盡管采用并聯布置換熱器的方法可以減小殼體內徑，但考慮到本算例100 MW發電功率對于發電廠是偏小的，所以還是采用單臺換熱器。

不同Di與不同傾斜角β對HX1-1換熱器殼程壓降Δpo、實際總傳熱系數U、ko、殼程綜合指標ko/Δpo1/3、L、A和殼側流速vo的影響見圖4。

由圖4可知：隨著β的增大，各換熱器的Δpo均先快速后緩慢下降；β相同時，Di越小則Δpo越大；當設置Δpo≤200 kPa的約束條件時，Δpo=200 kPa的水平線與Di=1 300 mm、1 400 mm、1 500 mm曲線分別在β=33°、17°和12°處相交，即傾斜角低于相交點則阻力壓降會超出約束條件。隨著β的增大，不同Di的換熱器的U和ko均逐漸下降；而β相同時，Di越小則U和ko越大。在計算范圍內，隨著β的增大，各換熱器的ko/Δpo1/3均呈現逐漸下降的趨勢；β相同時，Di越大則ko/Δpo1/3越大，并且隨著β的增大這種變化趨勢逐漸減弱。隨著β的增大，各換熱器的L和A均呈現逐漸上升的趨勢，vo則隨著β的增大而不斷減小；β相同時，Di越小則L和vo越大，A越小。考慮到Di=1 400 mm、1 500 mm且β取約束條件限制的最小值方案的A較接近，而內徑大的殼體厚度也大，材料成本較高，因此從經濟性角度宜選擇Di=1 400 mm的方案。

圖5給出了按照圖4(a)中以Δpo=200 kPa為約束條件所確定的換熱器HX1-1方案的ki、管程壓降Δpi、管程流速vi、管程綜合指標ki/Δpi1/3的變化曲線。

由圖5可知：隨著Di的增大，各換熱器的ki、Δpi、ki/Δpi1/3均逐漸下降。

3.2 管外徑和管間距的影響

根據循環各狀態點數據，利用HTRI軟件對3種do且具有不同S的6款HX1-1螺旋折流板換熱器進行設計核算，殼體內徑取恒定值(Di=1 400 mm)：do=12 mm，di=7.5 mm，S=16 mm、17 mm，n=6 618、5 838；do=14 mm，di=8.75 mm，S=19 mm、20 mm，n=4 668、4 236；do=16 mm，di=10 mm，S=22 mm、23 mm，n=3 474、3 186。

do、S及β對HX1-1換熱器Δpo、U、ko、ko/Δpo1/3、L、A和vo的影響見圖6。

由圖6(a)可知：隨著β的增大，各換熱器的Δpo均先快速后緩慢下降，且do相同時，S越小則Δpo越大；當β相同時，do越大Δpo越大。由圖6(b)、(c)、(d)可知：隨著β的增大，不同do的換熱器的U、ko、ko/Δpo1/3逐漸下降；且當do相同時，S越小則U、ko、ko/Δpo1/3越大；當β相同時，do越小則U、ko、ko/Δpo1/3越大。由圖6(e)、(f)可知：隨著β的增大，各換熱器的L、A均呈現逐漸上升的趨勢，而vo則不斷減小，且不同方案的vo曲線非常接近；當β相同時，不同方案的L和A均隨著do的增大或S的增大而增大。

當Δpo=200 kPa時，不同do對HX1-1換熱器ki、Δpi和ki/Δpi1/3的影響見圖7。

由圖7可知：隨著do的增大，各換熱器的ki、ki/Δpi1/3均逐漸減小，而Δpi逐漸增大，且當do相同時，ki、Δpi隨著S的增大而增大，而ki/Δpi1/3則隨之減小，原因在于隨著S的增大，n減少而vi增大。

4 循環換熱系統設計

根據上述結果對Allam-Z循環的換熱系統進行設計。由于換熱器存在壓降，會對循環中的各點壓力產生影響，所以對換熱系統進行設計時需要考慮將Δpo和Δpi作為約束條件，以獲得合適的換熱器參數。為保證CO2經過HX3與HX4降溫后能夠完全液化實現全捕集，考慮到冷卻水溫度條件，將HX4背壓始終保持在7.21 MPa，因此需要根據回熱換熱器的壓降對透平背壓進行修正。由于透平背壓會影響系統的循環效率，壓降過大則循環效率降低，而壓降過小則可能使換熱器面積增大而升高成本。

筆者將回熱系統HX1～HX4的殼側的總壓降設計為系統總壓降的約10%，通過迭代將透平背壓修正為8.00 MPa。根據已建立的循環模型計算各換熱器的進出口參數，同時結合上述討論結果，對換熱系統進行優化設計。其中，HX1分為3臺串聯換熱器(也可以只分為2臺串聯換熱器)，HX5a和HX5b均分為2臺串聯換熱器，只有高溫換熱器工作溫度≥300 ℃需要采用價格較昂貴的耐高溫材料。設計結果列于表1。

表1 循環中各換熱器參數

表2為透平進口參數為30 MPa、700 ℃，冷凝溫度保持30 ℃時，透平背壓為7.21 MPa的理論循環和透平背壓為8.00 MPa時考慮換熱系統影響的循環性能比較。

表2 系統效率比較

由表2可以看出：實際循環的發電輸出效率為43.68%，等效凈效率為40.65%，比不考慮回熱器壓降時透平背壓為7.21 MPa的理論循環均降低1.03百分點。

5 結語

筆者針對一種以調峰蓄能和CO2捕集為目標的Allam-Z循環換熱系統進行了初步設計及優化。循環中的換熱器類型均為BEM，為了節省耐高溫材料，HX1采用3臺換熱器串聯，而HX5采用2組2臺換熱器串聯的形式。

在不同Di下，隨著螺旋折流板β的增大，各換熱器的U、ko、Δpo、ko/Δpo1/3、vo均逐漸下降，L、A則呈現逐漸上升的趨勢。當β相同時，Di越小則U、ko、Δpo、L、vo越大，而ko/Δpo1/3、A則減小；do越小則U、ko、ko/Δpo1/3越大，Δpo、L、A越小，vo曲線則非常接近；Di、do、β相同時，不同方案的Δpo、U、ko、ko/Δpo1/3、vo隨S的增大而減小，L、A則增大。

隨著Di的增大，各換熱器的ki、Δpi、ki/Δpi1/3均逐漸下降；而Di不變時，隨著do的增大，各換熱器的ki、ki/Δpi1/3均逐漸減小，而L、Δpi逐漸增大。當do相同時，不同方案的ki、Δpi隨S的增大而增大，ki/Δpi1/3則減小。

當透平背壓為8.00 MPa，即HX1～HX4的回熱及對冷源排熱過程的總壓降控制在系統總壓降的10%左右時，循環的發電輸出效率和等效凈效率相對于不考慮壓降的理論循環均降低約1.03百分點。